13. Окружная сила, передаваемая цепью Ft, Н:
Ft=P1×103/v=3.69×103/2.5=1476, где
Р1=3.69 кН (см. расчет выше)
14. Давление в шарнирах цепи рц, Н/мм2:
рц=FtКэ/А £ [рц], где
А=d1b3 – площадь проекции опорной поверхности шарнира, мм2:
А=7.92×15.88=125.77 (см. табл. К32)
[рц]=32 /1, с. 94/
рц=1476×1.15/125.77=13.5.
Условие рц £ [рц] выполняется.
Выбираем цепь ПР–25.4–6000
15. Проверим прочность цепи.
S³[S], где
[S] – допускаемый коэффициент запаса прочности:
по табл. 5.9 [S]=8.1;
S – расчетный коэффициент запаса прочности:
S=
, где
Fр – разрушающая нагрузка цепи, Н
Fp=6000 (см. табл. К32);
F0– предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви, Н:
F0=Кfqag=3×2.6×0.978×9.81=74.8.
Fv – натяжение цепи от центробежных сил, Н:
Fv=qv2=2.6×2.52=16.25.
S=
< 8.1Þ условие прочности выполняется.
16. Сила давления цепи на вал Fоп, Н:
Fоп=kвFt+2F0=1.15×1476+2×74.8=1847.
5. Расчет основных конструктивных параметров редуктора
5.1. Проектный расчет зубчатой передачи
1. Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [σ]Н1 и колеса [σ]Н2.
Рассчитываем коэффициент долговечности КНL.
Наработка за весь срок службы:
для колеса
N2=573∙ω2∙Lh=573∙29.3×15000=251.8∙106 циклов;
для шестерни
N1= N2∙uЗП= 251.8∙106∙5.1=1284∙106 циклов, где
Lh –долговечность привода, ч:
ориентировочно примем Lh=15 000 /2, стр. 40/
Число циклов перемены напряжений NH0, соответствующее пределу выносливости находим интерполированием:
NН01=23.4∙106 циклов; NН02=16.5∙106 циклов.
Так как N1> NН01 и N2> NН02, то коэффициенты долговечности:
KHL1=1 и KHL2=1.
Определяем допускаемое контактное напряжение [σ]Н0, соответствующее числу циклов перемены напряжений NH0:
для шестерни
[σ]Н01=1.8 ∙НВ1СР+67=1.8∙285.5+67=580.9 Н/мм2;
для колеса
[σ]Н02=1.8 ∙НВ2СР+67=1.8∙248.5+67=514.3 Н/мм2.
Определяем допустимое контактное напряжение:
для шестерни
[σ]Н1= KHL1∙ [σ]Н01=1∙580.9 = 580.9 Н/мм2;
для колеса
[σ]Н2= KHL2∙ [σ]Н02=1∙514.3 = 514.3 Н/мм2.
Так как НВ1СР – НВ2СР=37, то прямозубую передачу рассчитывают по меньшему значению [σ]Н, т. е. по менее прочным зубьям.
2. Определяем допускаемые напряжения изгиба зубьев для шестерни [σ]F1 и колеса [σ]F2
Рассчитываем коэффициент долговечности КFL.
Наработка за весь срок службы:
для шестерни
N1= 861∙106 циклов;
для колеса
N2= 143.5∙106 циклов.
Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, NF0=4∙106 для обоих колес.
Так как N1> NF01 и N2> NF02, то коэффициенты долговечности
KFL1=1 и KFL2=1.
Определяем допустимое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений NF0:
для шестерни
[σ]F01=1.03∙НВ1СР=1.03∙285.5=294.065 Н/мм2;
для колеса
[σ]F02=1.03∙ НВ2СР=1.03∙248.5=255.955 Н/мм2.
Определяем допустимое напряжение изгиба:
для шестерни
[σ]F1= KFL1∙ [σ]F01=1∙294.065 = 294.065 Н/мм2;
для колеса
[σ]F2= KFL2∙ [σ]F02=1∙255.955 = 255.955 Н/мм2.
Так как передача реверсивная, то [σ]F уменьшаем на 25%:
[σ]F1=294.065∙0.75=220.55 Н/мм2;
[σ]F2=255.955∙0.75=191.96 Н/мм2.
3. Составляем табличный ответ
Механические характеристики материалов зубчатой передачи
Таблица 2
Элемент передачи | Марка стали | DПРЕД | Термообработка | НВ1СР | [σ]Н | [σ]F |
SПРЕД | НВ2СР | Н/мм2 | ||||
Шестерня | 40Х | 125 | У | 285.5 | 580.9 | 220.55 |
Колесо | 40Х | 80 | У+ТВЧ | 248.5 | 514.3 | 191.96 |
4. Внешний делительный диаметр колеса de2, мм:
, где
KHb – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца:
для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями KHb=1;
– коэффициент вида конических колес:
для прямозубых колес =1.
.
По табл. 13.15 округляем до ближайшего стандартного значения:
de2=240 мм.
5. Углы делительных конусов шестерни d1 и колеса d2:
d2=arctg u= arctg 5.1=78.90628;
d1=90°– d2=11.09372.
6. Внешнее конусное расстояние Re, мм:
.
7. Ширина зубчатого венца шестерни и колеса b, мм:
b=yRRe, где
yR =0.285 – коэффициент ширины венца.
b=0.285×122.3=34.86.
По табл. 13.15 округляем до стандартного
b=36 мм.
8. Внешний окружной модуль me, мм:
, где
KFb – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца:
для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями KFb=1;
– коэффициент вида конических колес:
для прямозубых колес =1.
.
9. Число зубьев колеса z2 и шестерни z1:
,
.
Округляем в ближайшую сторону до целого числа:
z2=227, z1=45.
10. Определим фактическое передаточное число uф и его отклонение Du от заданного u:
;
< 4%.
11. Действительные углы делительных конусов шестерни d1 и колеса d2:
d2=arctg uф= arctg 5.04=78.77754;
d1=90°– d2=11.22246.
12. Коэффициент смещения инструмента хе1:
Так как НВ1СР – НВ2СР=37, то по табл. 4.6 хе1=0.34.
Коэффициент смещения колес хе2= –хе1= –0.34.
13. Фактические внешние диаметры шестерни и колеса, мм:
Диаметры | Значения, мм |
Делительный: шестерни колеса | de1=mez1=1.06×45=47.7; de2=mez2=1.06×227=240.62. |
Вершин зубьев: шестерни колеса | dae1=de1+2(1+xe1)mecosd1= 47.7+2(1+0.34)1.06×cos11.22246=50.49; dae2=de2+2(1–xe1)mecosd2=240.62+2(1–0.34)1.06cos78.77754=240.89 |
Впадин зубьев: шестерни колеса | dfe1=de1–2(1.2–xe1)mecosd1=47.7–2(1.2–0.34)1.06×cos11.22246=45.91; dfe2=de2–2(1.2+xe1)mecosd2=240.62–2(1.2+0.34)1.06cos78.77754=239.98 |
14. Средний делительный диаметр шестерни d1 и колеса d2, мм:
d1»0.857×de1=0.857×47.7=40.88;
d2»0.857×de2=0.857×240.62=206.21.
Проверочный расчет
15. Проверяем пригодность заготовок колес.
Условие пригодности заготовок колес:
Dзаг £ Dпред; Sзаг £ Sпред, где
Dпред =125 мм, Sпред =80 мм – предельные значения (2, табл. 3.2)
Диаметр заготовки шестерни Dзаг=dае+6 = 50.49+6=56.49 мм.
Размер заготовки колеса Sзаг=8×mе=8×1.06=8.48 мм.
16. Контактные напряжения:
, где
Ft=2×T2×103/d2=2×125.7×103/206.21=1219 Н – окружная сила в зацеплении;
КНa=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес;
КНv– коэффициент динамической нагрузки.
По табл. 4.3. в зависимости от окружной скорости колес
v=w2d2/(2×103)=29.3×206.21/(2×103)=3.02 м/с
и степени точности передачи принимаем КНv=1.04.
КНb=1 – для прирабатывающихся колес.
Н/мм2 <[s]Н=514.3 Н/мм2.
17. Напряжения изгиба зубьев шестерни sF1 и колеса sF2:
;
,
где YF1=3.55 и YF2=3.6 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (табл. 4.7) в зависимости от эквивалентного числа зубьев zv1 и zv2:
zv1=z1/cosd1=45/cos(11.22246)=45.9,
zv2=z2/cosd2=227/cos(78.77754)=1166.
Yb=1 – коэффициент, учитывающий наклон зуба.
Тогда
Н/мм2 < [s]F=256 Н/мм2;
< [s]F=294 Н/мм2.
|
Из за большого объема этот материал размещен на нескольких страницах:
1 2 3 4 |
